減速器設計說明書T=68Nm-Nw=70r-min-10-300-2-8-說明書

減速器設計說明書系別：班級：姓名：學號：指導教師：職稱：

目錄一設計任務書 41.1設計題目 41.2設計步驟 4二傳動裝置總體設計方案 52.1傳動方案 52.2傳動裝置總效率 5三選擇電動機 63.1選擇電動機容量 63.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 73.3動力學參數(shù)計算 73.3.1各軸轉(zhuǎn)速 73.3.2各軸輸入功率 83.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 8四減速器高速級齒輪傳動設計計算 94.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 94.2按齒面接觸疲勞強度設計 94.3確定傳動尺寸 114.3.1計算中心距 114.3.2計算小、大齒輪的分度圓直徑 114.3.3計算齒寬 114.4校核齒根彎曲疲勞強度 114.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 134.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 14五減速器低速級齒輪傳動設計計算 155.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 155.2按齒面接觸疲勞強度設計 155.3確定傳動尺寸 175.3.1計算中心距 175.3.2計算小、大齒輪的分度圓直徑 175.3.3計算齒寬 175.4校核齒根彎曲疲勞強度 175.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 195.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 20六軸的設計與校核 216.1高速軸設計計算 216.2中間軸設計計算 266.3低速軸設計計算 32七滾動軸承計算與校核 387.1高速軸上的軸承計算與校核 387.2中間軸上的軸承計算與校核 387.3低速軸上的軸承計算與校核 39八鍵聯(lián)接設計與校核 418.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 418.2中間軸與大齒輪鍵連接校核 418.3中間軸與小齒輪鍵連接校核 418.4低速軸與大齒輪鍵連接校核 418.5低速軸與外件鍵連接校核 42九聯(lián)軸器的選型 439.1高速軸上聯(lián)軸器 439.2低速軸上聯(lián)軸器 43十減速器的密封與潤滑 4410.1減速器的密封 4410.2齒輪的潤滑 4410.3軸承的潤滑 44十一減速器附件 4511.1油面指示器 4511.2通氣器 4511.3放油孔及放油螺塞 4611.4窺視孔和視孔蓋 4711.5定位銷 4811.6起蓋螺釘 4911.7起吊裝置 50十二減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 52十三設計小結(jié) 54參考文獻 55一設計任務書1.1設計題目二級圓柱齒輪減速器，轉(zhuǎn)矩T=68N.m，轉(zhuǎn)速N=70r/min，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，工作班制：2班，每班工作小時數(shù)：8小時，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.減速器內(nèi)部傳動設計計算6.傳動軸的設計7.滾動軸承校核8.鍵聯(lián)接設計9.聯(lián)軸器設計10.潤滑密封設計11.箱體結(jié)構(gòu)設計

二傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，減速器為二級圓柱齒輪減速器。展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機2.2傳動裝置總效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98工作機的效率：ηw=0.96η三選擇電動機3.1選擇電動機容量工作機所需功率為P電動機所需額定功率:P工作機軸轉(zhuǎn)速：n查表課程設計手冊，使用推薦的傳動比范圍，二級圓柱齒輪傳動比范圍為：8～40，所以合理的總傳動比范圍為：8～40?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(8～40)×70=560～2800r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y90S-6的三相異步電動機，額定功率Pe=0.75kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=910r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。圖3-1電機尺寸表3-2電動機尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G90315×195140×1001024×508×203.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：i（2）分配傳動裝置傳動比高速級傳動比i則低速級的傳動比為i減速器總傳動比i3.3動力學參數(shù)計算3.3.1各軸轉(zhuǎn)速高速軸：n中間低速軸：n工作機軸：n3.3.2各軸輸入功率高速軸：P中間低速軸：P工作機軸：P3.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機軸：T高速軸：T中間低速軸：T工作機軸：T運動和動力參數(shù)列表如下：表3-3各軸動力學參數(shù)表編號電機軸高速軸中間軸低速軸工作機軸功率0.57kW0.56kW0.54kW0.52kW0.49kW轉(zhuǎn)速910r/min910r/min221.41r/min70.07r/min70.07r/min轉(zhuǎn)矩5.98N?m5.92N?m23.61N?m72.38N?m68.1N?m傳動比14.113.161效率0.990.980.980.96四減速器高速級齒輪傳動設計計算4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。2)參考表10-6選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為241-286HBW，大齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為217-255HBW4)選小齒輪齒數(shù)z1=23，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=23×4.11=95。4.2按齒面接觸疲勞強度設計1)由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d2)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。ααεZ⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計算應力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得[σH][σH]取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σH3)試算小齒輪分度圓直徑d4）調(diào)整小齒輪分度圓直徑a.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度νv=②齒寬bb=b.計算實際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=0.97m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×582.39/20.33=28.65N╱mm<100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.31由此，得到實際載荷系數(shù)Kc.由式(10-12)，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑dd.及相應的齒輪模數(shù)m=取模數(shù)m=2mm。4.3確定傳動尺寸4.3.1計算中心距a=4.3.2計算小、大齒輪的分度圓直徑dd4.3.3計算齒寬b=取B1=55mmB2=50mm4.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=b2=50齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應力修正系數(shù)Y①試選KFt=1.3②由式(10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Yε。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=2.19m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.33，結(jié)合b/h=50/4.5=11.11查圖10-13，得KFβ=1.13。則載荷系數(shù)為K由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的主要設計結(jié)論齒數(shù)z1=23，z2=95，模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=118mm，齒寬B1=55mm、B2=50mm4.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸1)計算齒頂高、齒根高和全齒高hhh=2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h4.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表4-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a118118齒數(shù)z2395模數(shù)m22齒寬B5550螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高ham×ha*22齒根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齒高hha+hf4.54.5分度圓直徑d46190齒頂圓直徑dad+2×ha50194齒根圓直徑dfd-2×hf41185五減速器低速級齒輪傳動設計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。2)參考表10-6選用7級精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為241-286HBW，大齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為217-255HBW4)選小齒輪齒數(shù)z1=21，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=21×3.16=67。5.2按齒面接觸疲勞強度設計1)由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d2)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。ααεZ⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計算應力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得[σH][σH]取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σH3)試算小齒輪分度圓直徑d4)調(diào)整小齒輪分度圓直徑a.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度νv=②齒寬bb=b.計算實際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=0.38m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×1430.91/33=43.36N╱mm<100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.31由此，得到實際載荷系數(shù)Kc.由式(10-12)，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑dd.及相應的齒輪模數(shù)m=取模數(shù)m=3mm。5.3確定傳動尺寸5.3.1計算中心距a=5.3.2計算小、大齒輪的分度圓直徑dd5.3.3計算齒寬b=取B1=70mmB2=65mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=b2=65齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應力修正系數(shù)Y①試選KFt=1.3②由式(10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Yε。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=0.73m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.32，結(jié)合b/h=65/6.75=9.63查圖10-13，得KFβ=1.12。則載荷系數(shù)為K由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的主要設計結(jié)論齒數(shù)z1=21，z2=67，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，中心距a=132mm，齒寬B1=70mm、B2=65mm5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸1)計算齒頂高、齒根高和全齒高hhh=2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a132132齒數(shù)z2167模數(shù)m33齒寬B7065螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高ham×ha*33齒根高hfm×(ha*+c*)3.753.75全齒高hha+hf6.756.75分度圓直徑d63201齒頂圓直徑dad+2×ha69207齒根圓直徑dfd-2×hf55.5193.5六軸的設計與校核6.1高速軸設計計算1)求高速軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=0.56kW；n1=910r/min；T1=5920N?m2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為241-286HBW，根據(jù)表，取A0=112，于是得d高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%d高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T1，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時兼顧電機軸直徑24mm，查標準或手冊，選用LX1型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為24mm，故取d12=20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設計圖圖6-1高速軸示意圖為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑d23=25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=52mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=30mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B=30×62×16mm，故d34=d78=30mm。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，因此，取d45=d67=35mm。5)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸，所以l56=55mm，d56=50mm。6)軸承端蓋厚度e=10mm，墊片厚度Δt=2mm，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=20mm，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則軸承座寬度為L=δ+l7)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=8mm。低速級小齒輪寬度b3=70mm，則ll取至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。8)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=6×6mm，長度L=22mm,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。表6-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑20253035503530長度30573675.555531高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）F高速級小齒輪所受的徑向力F根據(jù)6206深溝球查手冊得壓力中心a=8mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點距離:l齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩M③作合成彎矩圖（圖d）T=作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-2高速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強度因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=735MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。6.2中間軸設計計算1)求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=0.54kW；n2=221.41r/min；T2=23.61N?m2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45(調(diào)質(zhì))，硬度為217-255HBW，根據(jù)表，取A0=112，得:d3)軸的結(jié)構(gòu)設計圖圖6-3中間軸示意圖4)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=15.08mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B=30×62×16mm，故d12=d56=30mm。5)由非定位軸肩,取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=35mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=50mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位,由軸徑d45=35mm查表，取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=43mm，取l34=8mm。6)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。7)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=70mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23=68mm，d23=35mm。8)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=8mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。9)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,小齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=10×8mm，長度L=56mm。大齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=10×8mm，長度L=40mm。為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k610)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。表6-2軸的直徑和長度軸段12345直徑3035433530長度386884840.5高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）F高速級大齒輪所受的徑向力F低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）F低速級小齒輪所受的徑向力F根據(jù)6206深溝球查手冊得壓力中心a=8mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:l高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面B處的水平彎矩M截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩M截面B處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩M作合成彎矩圖（圖d）T=作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-4中間軸受力及彎矩圖11)校核軸的強度因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=π抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。6.3低速軸設計計算1)求低速軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=0.52kW；n3=70.07r/min；T3=72.38N?m2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45(調(diào)質(zhì))，硬度為217-255HBW，根據(jù)表，取A0=112，得:d低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%d低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T3，查表，考慮工況，故取KA=1.3，則:T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準或手冊，選用LX1型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為24mm，故取d12=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設計圖圖6-5低速軸示意圖為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑d23=30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=52mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=50mm。4)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm。軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=2mm，因此，取d45=39mm5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=39mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=65mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67=63mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=39mm，故取取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d56=45mm，取l56=8mm。6)軸承端蓋厚度e=10mm，墊片厚度Δt=2mm，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=20mm，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則軸承座寬度為L=δ+l7)取低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=8mm。則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。8)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=8×7mm，長度L=40mm。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機械設計手冊查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=56mm。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。表6-3軸的直徑和長度軸段1234567直徑25303539453935長度505639.552.586341.5低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）F低速級大齒輪所受的徑向力F根據(jù)6207深溝球查手冊得壓力中心a=8.5mmlll①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩M③作合成彎矩圖（圖d）T=作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-6低速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強度因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應力為σ=剪切應力為τ=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σ查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。七滾動軸承計算與校核7.1高速軸上的軸承計算與校核表7-1軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)620630621619.5根據(jù)前面的計算，選用6206深溝球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm軸承基本額定動載荷Cr=19.5kN，額定靜載荷C0r=11.5kN。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2中間軸上的軸承計算與校核表7-2軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)620630621619.5根據(jù)前面的計算，選用6206深溝球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm軸承基本額定動載荷Cr=19.5kN，額定靜載荷C0r=11.5kN。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.3低速軸上的軸承計算與校核表7-3軸承參數(shù)表軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。八鍵聯(lián)接設計與校核8.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,鍵長22mm。鍵的工作長度l=L-b=16mm鍵材料為45(調(diào)質(zhì))，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.2中間軸與大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長40mm。鍵的工作長度l=L-b=30mm大齒輪材料為45(調(diào)質(zhì))，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.3中間軸與小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度l=L-b=46mm鍵材料為45(調(diào)質(zhì))，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.4低速軸與大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度l=L-b=44mm大齒輪材料為45(調(diào)質(zhì))，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ8.5低速軸與外件鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長40mm。鍵的工作長度l=L-b=32mm鍵材料為45(調(diào)質(zhì))，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ九聯(lián)軸器的選型9.1高速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.3×5.92=7.7N?m（2）選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX1彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=8500r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=24mm，軸孔長度L=52mm。從動端孔直徑d=12mm，軸孔長度L=32mm。Tc=7.7N?m<250N?mn=910r/min<8500r/min9.2低速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.3×72.38=94.09N?m（2）選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX1彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=8500r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=24mm，軸孔長度L=52mm。從動端孔直徑d=24mm，軸孔長度L=52mm。Tc=94.09N?m<250N?mn=70.07r/min<8500r/min十減速器的密封與潤滑10.1減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。10.2齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度大小決定。由于大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距離油池地面距離不小于30mm，暫取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm,實際油面根據(jù)實際結(jié)構(gòu)變化。由于大齒輪全齒高h=4.5mm<10mm，取浸油深度為10mm。則油的深度H=30+10=40mm。根據(jù)齒輪圓周速度查表選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-2011），牌號為L-CKC320潤滑油，黏度推薦值為288～352cSt10.3軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于齒輪圓周速度v≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，故選用通用鋰基潤滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。十一減速器附件11.1油面指示器用來指示箱內(nèi)油面的高度，油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。圖11-1桿式油標11.2通氣器由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。圖11-2通氣器11.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。圖11-3放油塞11.4窺視孔和視孔蓋在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。圖11.4窺視孔蓋示意圖查輔導書手冊可知具體尺寸如下：L1=130，L2=110，b1=120，b2=100，h=4mm，R=5mm11.5定位銷采用銷GB/T117-2000，對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。圖11-5銷11.6起蓋螺釘由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋，旋動起蓋螺釘可將箱蓋頂起。圖11-6起蓋螺釘11.7起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本